哈工大机械设计优秀课程设计二级齿轮减速器设计项目新版说明书超完美版.docx

Harbin Institute of Technology
课程设计说明书（论文）

课程名称：
设计题目：
院 系：
班 级：
设 计 者：
学 号：
指导老师：
设计时间：

哈尔滨工业大学

目录
设计数据及要求 3
一、传动装置的总体设计 4
1.1 电动机的选择 4
1.1.1 选择电动机类型 4
1.1.2 选择电动机容量 4
1.1.3 确定电动机转速 4
1.2 计算传动装置总传动比并分配传动比 5
1.3 计算传动装置各轴的运动及动力参数 5
1.3.1 各轴的转速 5
1.3.2 各轴的输入功率 5
1.3.3 各轴的输入转矩 5
二、传动件设计 6
2.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动设计 6
2.1.1 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级 6
2.1.2初步计算传动主要尺寸 6
2.1.3确定传动尺寸 7
2.1.4 校核齿根弯曲疲劳强度 8
2.1.5 齿轮传动其它几何尺寸 9
2.2 低速级齿轮尺寸设计 10
2.2.1 选择齿轮材料、热处理方式和精度等级 10
2.2.2 初步计算传动主要尺寸 10
2.2.3 确定传动尺寸 11
2.2.4 校核齿根弯曲疲劳强度 12
2.2.5 齿轮其他几何尺寸计算 12
三、减速器装配草图设计 13
3.1 草图准备 13
3.1.1 选定联轴器类型 13
3.1.2 确定滚动轴承类型 14
3.1.3 确定滚动轴承的润滑和密封方式 14
3.1.4 确定轴承端盖的结构形式 14
3.1.5 确定减速器机体的结构方案 14
3.2 草图第一阶段 15
3.2.1 间距确定 15
3.2.2 高速轴轴系部件设计 15
3.2.2 中间轴轴系部件设计 17
3.2.3 低速轴轴系部件设计 17
3.2.4 轴系部件校核计算 19
3.3 草图第二阶段 22
3.3.1 传动件的结构设计 22
3.3.2 轴承端盖的设计 23
3.3.3 挡油板的设计 23
3.3.4 套筒设计 24
3.4 草图第三阶段 24
3.4.1减速器机体的结构设计 24
3.4.2 减速器的附件设计 24

带式运输机传动装置
设计数据及要求
F=2200N; d=270mm; v=1.1ms; n= rmin;
T= N·m; B= mm; z= ; p= mm;
机器年产量： 大批量 ；机器工作环境： 装配车间 ；
机器载荷特征： 平稳 ；机器最短工作年限： 五年二班 ；
其它设计要求：
传动装置简图
传动方案：

工作机：

一、传动装置总体设计
1.1 电动机选择
1.1.1 选择电动机类型
依据设计要求和工作条件选择Y系列三相鼠笼型异步电动机，其结构为全封闭自扇冷式结构，电压为380 V。
1.1.2 选择电动机容量
依据设计数据，工作机有效功率为
Pw=F*v1000=1468N*1.1ms1000=1.615 Kw
从电动机到工作机输送带之间总效率为：
η∑=η12η24η32η4
式中，η1、η2、η3、η4分别为联轴器、轴承、齿轮传动和卷筒传输效率。由表9.1取η1=0.99、η2=0.98、η3=0.97、η4=0.96，则
η∑=η12η24η32η4=0.992*0.984*0.972*0.96=0.817
所以电动机所需工作功率为
Pd=Pwη∑=1.615 kW0.817=1.977 kW
1.1.3 确定电动机转速
按表2.1推荐传动比合理范围，二级圆柱齿轮减速器传动比i∑'=8~40，而工作机卷筒轴转速为
nw=60*1000*vπd=60*1000*1.1π*270rmin≈77.81 rmin
所以电动机转速可选范围为
nd=i∑‘nw=8~40*77.81rmin=622.48~3112.4 rmin
符合这一范围同时转速有750r/min、1000r/min和1500r/min三种。综合考虑电动机和传动装置尺寸、质量、及价格等原因，为使传动装置结构紧凑，决定选择同时转速为1000 r/min电动机。
依据电动机类型、容量和转速，查表15.1选定电动型号为Y112M-6，其关键性能以下表：
电动机型号
额定功率/Kw
满载转速/(r/min)
开启转矩额定转矩
最大转矩额定转矩
Y112M-6
2.2
940
2.0
2.0
电动机关键安装尺寸和外形尺寸以下表：
型号
H
A
B
C
D
E
F*GD
G
K
b
b1
b2
AA
HA
L1
Y112M-6
112
190
140
70
28
60
8*7
24
12
245
190
115
50
15
400
1.2 计算传动装置总传动比并分配传动比
总传动比i∑为
i∑=nmnw=94077.81=12.08
分配传动比
i∑=iI*iII
考虑润滑条件，为使结构紧凑，各级传动比均在推荐值范围内，取iI=1.4iII，故
iI=1.4i∑=1.4*12.08=4.11
iII=i∑iI=12.084.11=2.94
1.3 计算传动装置各轴运动及动力参数
1.3.1 各轴转速
I轴： nI=nm=940rmin
II轴： nII=nIiI=940rmin4.11=228.7 rmin
III轴： nIII=nIIiII=230.99 rmin2.98=77.79 rmin
卷筒轴：nW=nIII=77.79 rmin
1.3.2 各轴输入功率
I轴： PI=Pdη1=1.977 kW*0.99=1.96 kW
II轴： PII=PIη2η3=1.96 kW*0.98*0.97=1.86 kW
III轴： PIII=PIIη2η3=1.86 kW*0.98*0.97=1.77 kW
卷筒轴：P卷=PIIIη1η2=1.77*0.99*0.98=1.72 kW
1.3.3 各轴输入转矩
电动机输出转矩Td为
Td=9.55*106*Pdnm=9.550*106*1.977 kW960 rmin=2.01*104N·mm
所以：
I轴： TI=Tdη1=5.5N·mm*0.99=1.99*104N·mm
II轴： TII=TIη1η2iI=19884.6N·mm*0.99*0.98*4.11=7.77*104N·mm
III轴： TIII=TIIη2η3iII=77688.5N·mm*0.98*0.97*2.94=2.17*105N·mm
卷筒轴：T卷=TIIIη1η2=217121N·mm*0.99*0.98=2.11*105N·mm
将以上结果汇总到表，以下

轴名
参数
电动机轴
I轴
II轴
III轴
滚筒轴
转速n/（r/min）
940.0
940.0
228.7
77.79
77.79
功率P/(kW)
1.977
1.96
1.86
1.77
1.72
扭矩T/(N·mm)
2.01*104
1.99*104
7.77*104
2.17*105
2.11*105
传动比i
1
4.11
2.94
1
效率η
0.99
0.97
0.95
0.97
二、传动件设计
2.1 高速级斜齿圆柱齿轮传动设计
2.1.1 选择齿轮材料、热处理方法和精度等级
考虑到带式运输机为通常机械，故大、小齿轮均选择45钢，采取软齿面，由文件[1]表8.2得：小齿轮调制处理，齿面硬度为217~25HBW，平均硬度为236HBW；为确保小齿轮比大齿轮含有愈加好机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬度为162~217HBW，平均硬度为190HBW。大小齿轮齿面评价硬度差为46HBW，在30~50HBW之间。选择8级精度。
2.1.2初步计算传动关键尺寸
因为是软齿面闭式传动，故按齿面接触疲惫强度进行设计。由
d1≥32KTⅠΦd∙u+1u∙ZEZHZεσH2
式中各参数为：
参数
结果
Kt
1.4
Φd
0.9
z1
21
z2
86
εα
1.653
εβ
1.278

(1) 小齿轮传输转矩TⅠ。由前面设计可知，TⅠ=19884.6 N·mm
(2) 设计时，因v值未知，Kv不能确定，故可初选载荷系数Kt = 1.1~1.8，此处初取Kt = 1.4。
(3) 由表8.6取齿宽系数Φd=0.9。
(4) 由表8.5查得弹性系数ZE=189.8 MPa。
(5) 初选螺旋角β=12°由图8.14查得节点区域系数ZH=2.46。
(6) 齿数比u= i2=4.11 。
(7) 初选z1= 21, 则z2=uz1=4.11*21=86.31 ，取z2=86。传动比误差<5%，符合设计要求。
由式8.1得端面重合度
εα=1.88 -3.21z1+1z2cosβ= 1.88 -3.2121+186×cos12°=1.653。
由式8.2得轴面重合度
εβ=0.318Φdz1tanβ=0.318*0.9*21*tan12°=1.278
由图8.15查得重合度系数Zε=0.7825
由图8.24查得螺旋角系数Zβ=0.989
(8) 接触许用应力可由
σH= ZNσHlimSH
求得，由图8.28（e）、（a）得接触疲惫极限应力σHlim1=570MPa，σHlim2=390MPa，SH=1.0。
大小齿轮1、2应力循环次数分别为
N1=60n1aLh=60*940*1.0*2*8*250*5=1.128×109
N2= N1iⅠ= 1.128×1094.11=.7=2.74×108
由图8.29查得寿命系数ZN1=1.0，ZN2=1.1（许可有局部点蚀）；由表8.7，取安全系数SH=1.0。
σH1= ZN1σHlimSH= 1.0×5701.0 =570.0
参数
结果
d1t
38.22
KA
1.0
v
1.88
KV
1.07
Kβ
1.16
Kα
1.2
K
1.49
mn
2

σH2= ZN2σHlimSH= 1.1×3901.0 =429.0
故取σH= σH2= 429.0
计算小齿轮1分度圆直径d1t， 得
d1t≥32KtTⅠΦd∙u+1u∙ZEZHZεZβσH2=32×1.4×19884.61.0∙4.11+14.11∙189.8*2.46*0.7825*0.989429.02 =38.22 mm
2.1.3确定传动尺寸
(1) 计算载荷系数K。
由表8.3查得使用系数KA=1.0。
齿轮线速度以下式
v= πd1tn160×1000=π×38.22×94060000=1.88 m/s
由图8.7查得动载荷系数KV = 1.07；
由图8.11查得齿向载荷分布系数Kβ=1.16；
由表8.4查得齿间载荷分布系数Kα=1.2，故
K=KAKVKβKα=1.0×1.07×1.16×1.2=1.49
(2) 对 d1t进行修正。因为K和Kt有较大差异，故需对根据Kt值设计出来 d1t进行修正，即
d1= d1t3KKt=39.02 mm
(3) 确定模数mn
mn= d1cosβz1= 39.02*cos12° 17=1.82 （按表8.1，取mn=2）
(4) 计算传动尺寸。中心距
参数
结果
a
109.39
a'
110
β
13°24'43''
d1
43.178
d2
176.822
b2
40
b1
45

a= mnz1+z22*cosβ= 3*21+862*cos12°=109.39 mm
圆整为a'=110 mm,则螺旋角
β=arccosmnz1+z22a=arccos2*21+862*110=13.412°=13°24'43''
因为β值和初选值相差较大，故和β相关数值需修正，修正后结果是εα=1.644，εβ=1.433，Zε=0.785， Zβ=0.986，d1t=38.75， d1=39.56。显然β值改变后，d1计算值改变很小，所以不再修正mn和a。故
d1=mnz1cosβ=2*2113°24'43''=43.178 mm
d2=mnz2cosβ=2*8613°24'43''=176.822 mm
b=Φd*d1=0.9*43.178=38.86 mm
圆整为b=40 mm。
取b2=b=40 mm，b1=45 mm。
2.1.4 校核齿根弯曲疲惫强度
σF= 2KTⅠbmnd1YFYsYεYβ≤σF
式中各参数：
(1) K、TⅠ、mn同前。
(2) 齿宽b = b2=40 mm。
(3) 齿形系数YF和应力修正系数Ys。
当量齿数
zv1=z1cos3β=2113°24'43''=22.82
zv2=z2cos3β=8613°24'43''=93.44
查图8.19得齿形修正系数YF1=2.68，YF2=2.23。
由图8.20查得应力修正系数Ys1=1.58，Ys2=1.80。
(4) 查图8.21得重合度系数Yε=0.70。
(5) 查图8.26得螺旋角系数Yβε=0.88 。
(6) 许用弯曲应力可由下式算得
σF= YNσFlimSF
查得弯曲疲惫极限应力
σFlim1=220 MPa，σFlim2=170 MPa
查得寿命系数YN1= YN2=1.0。
查得安全系数SF=1.25，故
σF1= YN1σFlim1SF= 1.0*220 1.25=176 MPa
σF2= YNσFlim2SF= 1.0*170 1.25=136 MPa
故
σF1= 2KTⅠbmnd1YF1Ys1YεYβ= 2*1.49*19884.640*2*43.178*2.68*1.58*0.86=45.36 MPa <σF1
σF2= σF1YF2Ys2YF1Ys1=45.36*2.23*1.802.69*1.58=42.84 MPa<σF2
满足齿根弯曲疲惫强度要求。
2.1.5 齿轮传动其它几何尺寸
各齿轮尺寸及参数计算详见下表。
圆柱齿轮几何尺寸表
序号
项目
代号
计算公式
计算结果
1
齿数
齿轮1
z1
/
21
齿轮2
z2
/
86
2
法面模数(mm)
mn
/
2
3
端面模数(mm)
mt
mn/cosβ
2.056
4
法面压力角（度)
αn
/
20
5
端面压力角（度)
αt
αn/cosβ
20.561
6
齿顶高系数
han*
/
1
7
顶隙系数
cn*
/
0.25
8
标准中心距(mm)
a
mnz1+z22cosβ
109.39
9
实际中心距(mm)
a'

110
10
螺旋角
β
/
13°24'43''
11
变位系数
齿轮1
x1

0
齿轮2
x2
0
12
齿顶高(mm)
齿轮1
ha1
han*cosβ*mt
1.999
齿轮2
ha2
1.999
13
齿根高(mm)
齿轮1
hf1
han*+cn*cosβ*mt
2.500
齿轮2
hf2
2.500
14
分度圆直径(mm)
齿轮1
d1
mt*z
43.178
齿轮2
d2
176.822
15
齿顶圆直径(mm)
齿轮1
da1
da= d+2*ha
47.176
齿轮2
da2
180.82
16
齿根圆直径(mm)
齿轮1
df1
df= d-2*hf
38.178
齿轮2
df2
171.822
17
重合度（mm）
ε
εα=1.88 -3.21z1+1z2cosβ=1.596
εβ=0.318*Φdz1tanβ=0.725
ε=εα+εβ
1.771

2.2 低速级齿轮尺寸设计
2.2.1 选择齿轮材料、热处理方法和精度等级
和高速级一样，低速级大、小齿轮均选择45#钢，采取软齿面，小齿轮调制处理，齿面硬度为217~25HBW，平均硬度为236HBW；为确保小齿轮比大齿轮含有愈加好机械性能，大齿轮正火处理，齿面硬度为162~217HBW，平均硬度为190HBW。大小齿轮齿面评价硬度差为46HBW，在30~50HBW之间。选择8级精度。
2.2.2 初步计算传动关键尺寸
因是闭式软齿面传动，按齿面接触疲惫强度进行设计。依据
d3≥32KT3Φd∙u+1u∙ZEZHZεσH2
参数
结果
Kt
1.3
Φd
1.0
z1
24
z2
71
εα
1.653

式中各参数为：
(1) 小齿轮传输转矩T3。
TII=7.79*104N·mm
(2) 设计时，因v值未知，Kv不能确定，故可初选载荷系数Kt = 1.1~1.8，此处初取Kt = 1.3。
(3) 由参考文件[1]表8.6取齿宽系数Φd=1.0。
(4) 由参考文件[1]表8.5查得弹性系数ZE=189.8MPa。
(5) 由参考文件[1]图8.14查得节点区域系数ZH=2.5。
(6) 齿数比u= iII=2.94。
(7) 初选z3= 24, 则z4=uz3=2.94*24=70.56 ，取z4=71。传动比误差<5%，符合设计要求。
由参考文件[1]式8.1得
εα=1.88 -3.21z3+1z4cosβ= 1.88 -3.2124+171*1.0=1.70。
由图8.5查得重合度系数Zε= 0.88
(8) 接触许用应力可由σH= ZNσHlimSH算得，由高速级齿轮设计可知σHlim3=570MPa，σHlim4=390MPa，SH=1.0。而N3=N2，故寿命系数ZN3=ZN2=1.10（许可有局部点蚀），N4= N3iII= 27445255.472.94=9.335×107，由参考文件[1]图8.29查得寿命系数ZN4=1.16（许可有局部点蚀）；则
σH3= ZN3σHlimSH= 1.10*5701.0 =627.0 MPa
σH4= ZN2σHlimSH= 1.16*3901.0 =452.4 MPa
故取
σH= σH4= 452.4 MPa
计算小齿轮3分度圆直径d3t
d3t≥32KtTIIΦd∙u+1u∙ZEZHZεσH2=32*1.3*77688.51.0*2.94+12.94*189.8*2.5*0.88452.42 =61.323 mm
参数
结果
d3t
63.323
KA
1.0
v
0.734
KV
1.08
Kβ
1.16
Kα
1.2
K
1.53
m
3
a
142.5
a'
145
α'
22°33'29″
x4
0.833

2.2.3 确定传动尺寸
(1) 计算载荷系数K。
由参考文件[1]表8.3查得使用系数KA=1.0。
齿轮线速度以下式
v= πd3tnII60*1000=π*61.323*228.760*1000=0.734 m/s
由参考文件[1]图8.7查得动载荷系数KV = 1.08；由参考文件[1]图8.11查得齿向载荷分布系数Kβ=1.18；由参考文件[1]表8.4查得齿间载荷分布系数Kα=1.1，故
K=KAKVKβKα=1.0*1.08*1.18*1.2=1.53
(2) 因为K和Kt相差较大，故需按Kt值计算出d3t进行修正，即
d3=d3t3KKt=61.323* 31.531.3=64.745mm
(3) 确定模数m
m= d3z3= 64.745 24=2.70 mm （按表8.1，取m=3 mm）
(4) 计算传动尺寸。中心距
a= 12mz3+z4= 12*3*24+71=142.5 mm
对齿轮4进行变位，圆整中心距a'=145 mm
a) 计算啮合角α'
α'=cos-1aa'cosα=22.5581°=22°33'29″
b) 计算变位系数
x4=xΣ=z3+z42tanαinvα'-invα=0.833
c) 计算重合度
db3=mz3cosα=67.658
db4=mz4cosα=200.155
da3=d3+2ha*m=80.6442
da4=d4+2ha*m=221.8534
αa3=cos-1db3da3=32.969°
αa4=cos-1db4da4=25.5521°
参数
结果
ε
1.62
d3
72
d4
213
b3
80
b4
75
b1
45

ε=12π*[z3*tanαa3-tanα'+z4*tanαa4-tanα'≈1.62>1.2
d) 计算传动尺寸
d3=mz3=3*24=72 mm
d4=mz4=3*71=213 mm
b= Φdd3=72
取b3=80 mm，b4=75 mm 。
2.2.4 校核齿根弯曲疲惫强度
σF= 2KTbmdYFYsYε≤σF
式中各参数：
(1) K、TII、m同前。
(2) 齿宽b = b3 = 80mm。
(3) 齿形系数YF和应力修正系数Ys。
查参考文件[1] 图8.19得YF3=2.68，YF4=1.95
查参考文件[1] 图8.20得Ys3=1.55，Ys4=1.72
查参考文件[1] 图8.15得重合度系数Yε=0.713。
许用弯曲应力可由下式算得
σF= YNσFlimSF
查得弯曲疲惫极限应力
σFlim3=220 MPa
σFlim4=170 MPa
由前面计算N3=N2=27445255.47 ，N4==9.335×107
查参考文件[1] 图8.30得寿命系数YN3= YN4=1.0。
查参考文件[1] 表8.7得安全系数SF=1.25，故
σF3= YN3σFlim3SF= 1.0*220 1.25=176 MPa
σF4= YNσFlim4SF= 1.0*170 1.25=136 MPa
故
σF3= 2KTIIbmd3YF3Ys3Yε= 2*1.53*77688.575*3 *72*2.68*1.58*0.713≈44.3 MPa
σF4= σF3YF4Ys4YF3Ys3=52.89*1.95*1.721.58*2.68≈59.1 MPa
轻易看出
σF1<σF3
σF2<σF4
设计满足齿根弯曲疲惫强度要求。
2.2.5 齿轮其它几何尺寸计算
各齿轮尺寸及参数计算详见下表。

圆柱齿轮几何尺寸表
序号
项目
代号
计算公式
计算结果
1
齿数
齿轮1
z3
/
24
齿轮2
z4
/
71
2
模数(mm)
m
/
3
4
压力角（度)
α
/
20
6
齿顶高系数
ha*
/
1
7
顶隙系数
c*
/
0.25
8
标准中心距(mm)
a
mz3+z42
142.5
9
实际中心距(mm)
a'
/
145
11
变位系数
齿轮3
x3

0
齿轮4
x4
0.833
12
齿顶高(mm)
齿轮3
ha3
y=a'-am
∆y=x3+x4-y
ha=ha*+x-∆y*m
4.3221
齿轮4
ha4
4.029
13
齿根高(mm)
齿轮3
hf3
hf=ha*+c*-x1*m
2.28
齿轮4
hf4
2.5731
14
分度圆直径(mm)
齿轮3
d3
m*z
72
齿轮4
d4
213
15
齿顶圆直径(mm)
齿轮3
da3
da= d+2*ha
80.6442
齿轮4
da4
221.058
16
齿根圆直径(mm)
齿轮3
df3
df= d-2*ha
67.44
齿轮4
df4
207.8538
17
重合度（mm）
ε
ε=12π*[z3*tanαa3-tanα'+z4*tanαa4-tanα'
1.599

三、减速器装配草图设计
3.1 草图准备
3.1.1 选定联轴器类型
对于连接电动机和减速器高速轴联轴器，为了减小开启转矩，其联轴器类型应含有较小转动惯量和很好减震性能，故采取弹性柱销联轴器，对于低速轴和工作机相连联轴器，因其转速较低，转矩较大，考虑到本设计安装时不易确保同心度，采取含有良好赔偿位移偏差金属滑块联轴器。

3.1.2 确定滚动轴承类型
对于高速级斜齿圆柱齿轮传动，因有轴向力，选择角接触轴承；低速级采取深沟球轴承。
3.1.3 确定滚动轴承润滑和密封方法
由前面计算可知高速级齿轮线速度v1= 1.88 m/s，低速级齿轮线速度v2=0.734 m/s，均小于2 m/s，故滚动轴承采取钠基ZN-3润滑脂润滑（填充量小于轴承空间1/3），并在轴上安装挡油板。考虑减速器工作环境清洁，轴颈圆周速度v<4~5 m/s，故采取毛毡圈密封。
3.1.4 确定轴承端盖结构形式
凸缘式轴承端盖调整轴承间隙比较方便，密封性能也好，故选择凸缘式轴承端盖，采取铸铁铸造成型。
3.1.5 确定减速器机体结构方案
考虑工艺性能、材料消耗和制造成本，选择剖分式机体，铸铁材料铸造成型。结构示例图以下图所表示：

和机体相关零件结构尺寸见下表：
铸铁减速器机体结构尺寸计算表
名称
符号
尺寸关系
尺寸大小
基座壁厚
δ
0.025a+3≥8
8 mm
机盖壁厚
δ1
0.02a+3≥8
8 mm
机座凸缘厚度
b
1.5δ
12 mm
机盖凸缘厚度
b1
1.5δ1
12 mm
机座底凸缘厚度
p
2.5δ
20 mm
地脚螺钉直径
df
0.036a+12
M20
地脚螺钉数目
n
n=4
/
轴承旁连接螺栓直径
d1
0.75df
M16
机盖和机座连接螺栓直径
d2
(0.5~0.6) df
M10
连接螺栓d2间距
l
150~200
180
轴承端盖螺栓直径
d3
(0.4~0.5) df
M8
窥视孔盖螺栓直径
d4
(0.3~0.4) df
M6
定位销直径
d
(0.7~0.8) d2
8 mm
df、d1、d2至外壁距离
c1
/
26、22、16 mm
df、d2至凸缘距离
c2
/
24、14 mm
轴承旁凸台半径
R1
c2
20 mm
凸台高度
H
依据低速级轴承外径确定

外机壁至轴承座端面距离
l1
c1+c2+(5~8)
48 mm
内机壁至轴承座端面距离
l2
δ+c1+c2+(5~8)
56 mm
大齿轮顶圆和内机壁距离
∆1
>1.2δ
10 mm
齿轮端面和内机壁距离
∆2
≥δ
10 mm
机盖、机座肋厚
m1、m
m1≈0.85δ1,m≈0.85δ
m1=m=8 mm
轴承端盖外径
D2
轴承座孔径+(5~5.5)d3
视具体轴承而定
轴承端盖凸缘厚度
e
(1~1.2)d3
8 mm
轴承旁连接螺栓距离
s
s≈D2
视具体轴承而定
3.2 草图第一阶段
3.2.1 间距确定
(1) 取中间轴上两齿轮轴向间距∆4=10mm。
(2) 因采取脂润滑，轴承外圈端面至机体内壁距离要留出安放挡油板空间，取∆3=10 mm；取挡油板宽度C=11 mm。
参数
结果
∆4
10
∆3
10
C
11
∆5
10
dmin
14.22
KA
1.5

(3) 取中间轴上齿轮2端面至机体内壁距离∆5=10 mm
3.2.2 高速轴轴系部件设计
(1) 选择轴材料
因传输功率不大，且对质量和结构尺寸无特殊要求，故选择45钢并进行调制处理。
(2) 初步轴径dmin，并依据相配联轴器尺寸确定轴径d1和长度L1
对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文件[3]第759页得，C=106~118，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 103，则
dmin=C3PⅠnⅠ=106×31.96940=13.54 mm
考虑键槽影响，取dmin=13.54×1+5% mm=14.22 mm。
(3) 确定轴轴向固定方法
因为齿轮减速器输出轴跨距不大，且工作温度改变不大，故轴向固定采取两端固定方法。
(4) 联轴器及轴段①
前面计算dmin即为轴段①直径，又考虑轴段①上安装联轴器，所以轴段①设计和联轴器设计同时进行。
由前面设计可知，选择弹性柱销联轴器。查文件[1]表13.1取KA=1.5，计算转矩
Tc1= KATⅠ=1.5×20.0855=30.13 N·m
由参考文件[2]表13.1查询可得GB/T 5014-中LX2型弹性柱销联轴器符合要求，其参数为：公称转矩560 N·m，许用转速为6300 r/min，轴孔直径范围是20~35 mm。满足电动机轴径要求。取和轴相连端轴径20 mm，轴孔长度38 mm，J型轴孔，选择A型键，联轴器主动端代号为HL2 28×44 GBT5014-。
对应，轴段①直径d1=20mm，轴段长度应该比联轴器略短，故取其长度为l1=36 mm
(5) 密封圈和轴段②
联轴器右端采取轴肩固定，取轴肩高度h=2.45~3.5 mm，对应轴段②直径范围为24.9~27 mm，查文件[2]表14.4，选择毡圈油封JB/ZQ 4604-1986中轴径为25 mm，则轴段②直径d2=40 mm。
参数
结果
d1
20
l1
36
d2
25
l2
48
d3
30
l3
27
d4
35
l4
96
l5
45
d6
35
l6
6
d7
30
l7
27

L1
80.2
L2
131.8
L3
41.8

(6) 轴承和轴段③及轴段⑦
由前面设计知，轴承类型为角接触轴承，暂取轴承型号为7206C，由文件[2]表12.2查得内径d=30 mm，外径D=62 mm，宽度B=16 mm，定位轴肩直径damin=36 mm，Damax=56 mm。故轴段③直径d3=30 mm。
轴段⑦直径应和轴段③相同，即d7=30 mm。
(7) 轴段④
因为齿轮齿根圆直径较小，若选择d4=35 mm，选择平键连接 键 10×40GBT 1096-，则
df1-d4-t1=38.615-35-3.3<2.5mn
故轴和齿轮应做成齿轮轴，取过渡轴段d4=35 mm
(8) 齿轮轴段⑤
取l5=b1=45 mm。
(9) 轴段⑥
在轴段⑦和齿轮轴段间取过渡轴段段d6=35 mm
(10) 机体和轴段②③④⑥⑦长度
因采取凸缘式轴承盖，其凸缘厚度e=8 mm。因为所选联轴器不影响轴承端盖螺栓拆卸，轴肩和轴承端盖之间间隙取K=10 mm。
在确定齿轮、机体、轴承、轴承盖相互位置和尺寸以后，即可确定各轴段长度。
取轴段③⑦长度l3=l7=C +B =（11+16）= 27 mm；
轴段②长度l2=l2'-B-∆3+ e + K =56-16-10+8+10mm=48mm；
轴段⑥长度l6=∆5-2.5+∆3-C=10-2.5+10-11=6 mm；
轴段④长度l4=∆2+b3+∆4-2.5-1= 96 mm。
轴各部分尺寸均确定。取联轴器轮毂中间位置为力作用点，可得跨距L1=80.2；L2=131.8 mm；L3=41.8mm。完成结构草图以下所表示。

(11) 键连接设计
联轴器和轴之间采取A型一般平键连接，型号为：键 6×32 GB/T 1096—，h=7，t1=3.3 mm。
3.2.2 中间轴轴系部件设计
(1) 选择轴材料
因传输功率不大，且对质量和结构尺寸无特殊要求，故选择45钢并进行调制处理。
(2) 初步轴径dmin，并依据相配联轴器尺寸确定轴径d1和长度L1
对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文件[3]第759页得，C=106~118，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 103，则
dmin=C3PⅡnⅡ=106×31.86228.7=20.11 mm
参数
结果
dmin

d1
30
l1
38
d2
35
l2
78
d3
42
l3
10
d4
35
l4
38
d5
30
l5
38

考虑键槽影响，取dmin=20.11×1+5% mm=21.12 mm。
(3) 确定轴轴向固定方法
因为齿轮减速器输出轴跨距不大，且工作温度改变不大，故轴向固定采取两端固定方法。
(4) 轴承和轴段①及轴段⑤
由前面设计知，轴承类型为角接触轴承，暂取轴承型号为7206C，由文件[2]表12.2查得内径d=30 mm，外径D=60 mm，宽度B=16 mm，定位轴肩直径damin=36 mm，Damax=56 mm。故轴段①直径d1=30 mm。
轴段⑤直径应和轴段①相同，即d5=30 mm。
(5) 齿轮3和轴段②
为了便于齿轮安装，d2应略大于d1，取d2=35 mm，齿轮3左端用套筒固定，则轴段②长度应略小于齿轮3宽度b3，取l2=78 mm。
(6) 轴段③
齿轮3右端用轴肩固定，由文件[1]图10.9中公式得到轴肩高度h=2.45~3.5 mm，对应轴段③直径范围为39.9~42 mm，取d3=42 mm。l3=∆4=10 mm
(7) 齿轮2和轴段④
齿轮2左端也用轴肩固定。可取d4=35 mm，齿轮2右端用套筒固定，则轴段④长度应略小于齿轮2宽度b2，取l4=38 mm。
取l5=b1=45 mm。
(8) 轴段①⑤长度
l1=l5=B+∆2+b3+2=38 mm
完成结构草图以下所表示。

(9) 键连接设计
齿轮2、齿轮3和轴之间采取A型一般平键连接，型号分别为：
键 10×70 GB/T 1096—，h=8，t1=3.3 mm；
键 10×32 GB/T 1096—，h=8，t1=3.3 mm。
3.2.3 低速轴轴系部件设计
(1) 选择轴材料
因传输功率不大，且对质量和结构尺寸无特殊要求，故选择45钢并进行调制处理。
(2) 初步轴径dmin，并依据相配联轴器尺寸确定轴径d1和长度L1
对于转轴，按扭转强度初算轴径，由参考文件[3]第759页得，C=106~118，考虑轴端弯矩比转矩小，取C= 103，则
dmin=C3PⅢnⅢ=106×31.7777.79=28.34 mm
考虑键槽影响，取dmin=28.34×1+5% mm=29.75 mm。
(3) 确定轴轴向固定方法
因为齿轮减速器输出轴跨距不大，且工作温度改变不大，故轴向固定采取两端固定